Узел редуктора электромеханического привода

Размещено на http://allbest.ru

Узел редуктора электромеханического привода

ТЕХНИЧЕСКОЕ ЗАДАНИЕ

привод редуктор электромеханический

Выполнить анализ параметров электромеханического привода и разработать эскизный проект с целью минимизации габаритов редуктора в результате рационального выбора материалов зубчатых колёс и других деталей.

Привод состоит из:

- электродвигателя,

- клиноременной передачи,

- двухступенчатого цилиндрического редуктора по развёрнутой схеме (или по соосной схеме) с раздвоением мощности (или без раздвоения мощности) на входном (или на выходном валу)

- зубчатой муфты на выходном валу редуктора..

Характер производства крупносерийный.

Привод реверсивный.

1. Номинальный крутящий момент на валу исполнительного механизма (ИМ) Т_им = 300 Нм;

2. Частота вращения выходного вала редуктора: n_им = 62 об/мин;

3. Синхронная частота вращения вала электродвигателя: n_с = 1500 об/мин;

4. Расчётный ресурс: L = 4300 час.

ВВЕДЕНИЕ

Выполнен проект редуктора двухступенчатого цилиндрического с прилагаемым чертежом и пояснительной запиской.

В первой части представлены результаты оценки диаметров входного и выходного вала редуктора с учётом установки на входном валу шкива ременной передачи и установки на выходном валу зубчатой муфты. Конструктивно определены внутренние диаметры подшипников, выполнен предварительный выбор типа и номера подшипников всех валов, определены межосевые расстояния и геометрический расчёт параметров зубчатых передач.

Во второй части представлены результаты расчета зубчатых передач: расчет контактных напряжений, выбрано поверхностное и объемное упрочнения и проверочный расчет зубчатых колес, также проверочный расчет зубчатых колес по изгибной прочности. Выбрана марка стали для зубчатых передач. Разработан эскиз редуктора

В третей части представлен проверочный расчет узлов и деталей : определены реакции опор и расчет подшипников промежуточного вала, проверка напряженных резьбовых соединений (винтов, болтов, шпилек), выбрана посадка соединения (муфта-выходной вал редуктора), проверен расчет шпоночных соединений.

1. ОЦЕНКА ПАРАМЕТРОВ ОСНОВНЫХ СОСТАВЛЯЮЩИХ ПРИВОДА

Результат данного этапа работы - выбор электродвигателя; значения передаточных чисел, крутящих моментов, частоты вращения валов; значения допускаемых контактных напряжений зубчатых колёс и межосевых расстояний (рис.1).

1.1 Определение КПД привода и выбор электродвигателя

Рис.1. Схема электромеханического привода

Мощность, которая должна быть передана исполнительному механизму, вычисляется по формуле

(1.1)

где щ_им - угловая скорость, рад/с.

Угловая скорость вычисляется по формуле

(1.2)

Подставляя полученную величину в формулу (1.1) получим

Мощность электродвигателя можно вычислить по формуле

(1.3)

где - мощность электродвигателя, Вт; з_пр - коэффициент полезного действия привода.

(1.4)

где - КПД ременной передачи; - КПД подшипников качения вала; - КПД зубчатой передачи быстроходного и тихоходного валов соответственно; - КПД муфты.

Выбираем: =0,94; =0,97; =0,98; =0,98.

Подставив выбранные значения КПД в формулу (1.4), получаем

Воспользовавшись формулой (1.3), находим мощность электродвигателя

Выбираем асинхронный трехфазный электродвигатель переменного тока так, что бы номинальная мощность была больше, чем мощность электродвигателя с синхронной частотой n_c=1500 об/мин.

Технические характеристики двигателя

По справочнику:

Выбран электродвигатель марки 100S4;

паспортная мощность Р_ЭД = 3 кВт ;

частота двигателя n_эд= 1434 об/мин;

отношение пускового момента к номинальному моменту Т_П / Т_Н =2;

диаметр присоединительного участка вала ЭД d_ЭД =28 мм,

длина присоединительного участка вала ЭД l_ЭД =60 мм.

1.2 Определение общего передаточного отношения привода и разбивка его по ступеням

Общее передаточное отношение привода вычисляется по формуле

i_пр=n_эд/n_им, (1.5)

где n_эд = n_c(1-s) - номинальная частота вращения двигателя, об/мин;

i_пр - общее передаточное отношение привода.

Подставив численные значения, получим

Для нахождения передаточного отношения редуктора назначим i_рп =2 и воспользуемся формулой

(1.6)

где i_рд - передаточное отношение редуктора.

Преобразуя (1.6), получим

(1.7)

Передаточное отношение редуктора так же можно выразить через формулу

i_рд=i_б·i_т, (1.8)

где i_б и i_т - передаточные отношения быстроходного и тихоходного валов соответственно.

Значение передаточного отношения тихоходного вала вычисляем по формуле

(1.9)

Преобразуя формулу (1.8) и подставляя полученные ранее численные значения, получаем

(1.10)

Стандартизуем рассчитанные передаточные отношения: i_б=4, i_т=3.15 отношение

Уточняем передаточное отношение редуктора и ременной передачи по формуле

1.3 Определение частот вращения, мощности и крутящих моментов на валах

Угловая скорость входного вала редуктора

_ВВх= _им i_т i_б = 6.493* 3.15*4 = 81.80 1/с;

промежуточного вала

_ПР= _им i_т = 6.493* 4 =20.45 1/с;

Мощность Р_i, передаваемую каждым валом, зубчатыми колёсами и шестернями определяем согласно принятым значениям частных КПД, входящих в соотношение (1.4):

Р_i = Р_им/ _i , (1.11)

где _i - КПД, учитывающий потери при передаче мощности от данного вала (зубчатого колеса или шестерни) к выходному валу.

Крутящие моменты Т _i определяются по значению передаваемой мощности Р_i и частотой вращения n_i :

(1.12)

Найдем численные значения частот вращения для входного, промежуточного и выходного валов соответственно

об/мин

об/мин

об/мин

Используя формулу (1.11) вычислим значения мощности:

Вт

Вт

Вт

Подставляя значения в (1.12) вычислим значения моментов на каждом валу:

Н*м

Н*м Н*м

Энерго-кинематические параметры элементов привода.

	Мощность, Вт	Частота вращения, об/мин	Угловая скорость, рад/с	Момент, Н*м	Передаточное число
Исполнительный механизм	1948	62	6.49	300
Муфта выходного вала	1988	62	6.49	306
Зубчатое колесо выходного вала	2049	62	6.49	316
Шестерня промежуточного вала	2091	195.3	20.45	102	3.15
Зубчатое колесо промежуточного вала	2155	195.3	20.45	105
Шестерня входного вала	2199	781.24	81.8	26.9	4
Входной вал редуктора	2268	781.24	81.8	27.7
Вал электродвигателя	2412	1440	150.8	16

1.4 Проектировочный расчёт валов, выбор подшипников и определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

1.4.1 Выбор муфты

Наибольший расчётный момент на выходном валу не должен превышать допускаемого для данного номера муфты момента

М_кр

k T_ИМ М_кр, (1.13)

где k - коэффициент перегрузки привода; для транспортёров, компрессоров и воздуходувок, центробежных насосов k = 1,25 ... 2.

Принимаем к=1,5. Как правило, k < Т_П/ Т_Н. В данном случае

М_кр ? 1,5*300=450 Нм.

Выбираем ближайшее к данному значение М _кр

М _кр=700 Нм.

Для этого значения также: n_max=6300 об/мин; d_M 40 мм; l_M 55мм; D_M 55 мм.

Значение диаметра выходного вала редуктора d_В можно принять, исходя из следующего. Прочностной расчёт вала выполняется с учётом напряжений от изгиба и кручения, которые зависят от значения диаметра в третьей степени. Если при выборе муфты значение kT_ИМ практически равно М_кр, то принимаем d_В = d_М, где d_М - наибольший присоединительный диаметр данного номера муфты.

Так как у нас k T_ИМ М _кр, то предварительно значение диаметра d_В определяем по формуле

 мм(1.14)

Окончательно принимается значение d_В = 35 из ряда нормальных линейных размеров R40 .

1.4.2 Проектировочный расчёт валов

На этом этапе разработки проекта известны крутящие моменты на валах. При проектировочном расчёте значение диаметра вала в местах установки зубчатых колёс определяют, исходя из условия

(1.15)

где допускаемое напряжение [] = (0,026 ...0,036) _в ; наименьшие значения принимаются для быстроходных валов, средние - для промежуточных, наибольшие - для тихоходных валов.

Обычно в качестве материала валов при положительных климатических температурах используют сталь 40 нормализованную, временное сопротивление которой равно _в= 580 МПа для заготовок диаметром до 100 мм. Примем допускаемое напряжение для входного вала [] = 10 МПа; для промежуточного вала входного [] = 15 МПа; для выходного вала [] = 25 МПа

Таким образом, диаметры для входного, промежуточного и выходного вала редуктора:

мм

мм

мм

Так как значение внутреннего диаметра подшипников качения кратно 5 мм, то предварительно можно принять следующие диаметры участков валов для установки подшипников: d₁ = 25 мм; d₂ = 35 мм; d₃ = 45 мм.

1.4.3 Предварительный выбор подшипников качения

На данном этапе разработки проекта, определив диаметры валов в местах установки подшипников качения, можно предварительно назначить тип подшипника. Принимаем для быстроходного и промежуточного вала радиально-упорные подшипники средней серии, для тихоходного вала радиально-упорные подшипники легкой серии.

Параметры подшипников

Вал	Обозначение	d п	Dп	В	С,кН	Сo,Кн
Тихоходный	36209	45	100	25	31.2	25.1	12
Промежуточный	46306	35	80	21	42.6	24.7	26
Быстроходный	46305	25	62	17	26.9	14.6	26

1.4.4 Определение межосевых расстояний с учётом габаритов подшипников

Конструктивно межосевое расстояние (рис.3) тихоходной зубчатой пары

a_Т 0,5(D_п3+ D_п2)+ 2g,(1.16)

где D_п3 и D_п2 - наружные диаметры подшипников качения соответственно выходного вала (3) и промежуточного вала (2);

2g - минимальное расстояние между внешними кольцами подшипников, принимается в зависимости от диаметра болтов, соединяющих верхнюю крышку и корпус редуктора:

Болт М10 М12 М14 М16 М20

2g 32 40 44 48 56 мм.

Диаметр болта должен быть d 1,25 T_ИМ ^1/3 10 мм, где T_ИМ в Нм. Выбираем M10, так как d 1,25*300 ^1/3=8.37 10 мм.

Подставляя значения в формулу (1.16) получим:

a_Т 0,5(100+80)+32=122 мм

Рис.2. Схема определения межосевых расстояний зубчатых передач.

Конструктивно межосевое расстояние быстроходной зубчатой пары

a_Б 0,5(D_п2+ D_п1)+2g = 0.5(80+62)+32=103 мм

где D_п1 - наружный диаметр подшипников качения входного вала.

Полученные конструктивно значения межосевых расстояний округляем по ряду R40 и получаем: a_Т = 150 мм и a_Б = 120 мм

Согласно условию сборки двухступенчатого редуктора межосевое расстояние тихоходной зубчатой передачи должно быть таким, чтобы обеспечивался зазор с_о между зубчатым колесом быстроходной пары (диаметр вершин зубьев d_а2б) и тихоходным валом (на рис.2 диаметр d*):

a_т 0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о,(1.17)

где с_о = (3 … 5) мм,

d_2б - делительный диаметр зубчатого колеса равный:

d_а2б = d_2б + 2m_б = 2 a_б i_б /(i_б+ 1) + 2m_б = 2*120*4|(4+1) + 3 = 195 мм

m_б - модуль зацепления быстроходной передачи (m_б =1,5 мм).

значение d* принимается равным:

d* = d_п3 + 5 = 45 + 5 = 50 мм

Подставляем полученные значения в (1.17):

a_т 0,5*195 + 0,5*50 + 3 = 125.5 мм

принятое значение межосевого расстояния a_т удовлетворяет условию

a_т 0,5d_а2б + 0,5 d* + с_о

1.5 Расчёт геометрических параметров зубчатых колёс

Принятые выше значения a_т и a_Б используем для определения геометрических параметров шестерни и колеса тихоходной и быстроходной передач.

Определим параметры косозубой передачи с внешним зацеплением при a_Б = 120 мм, i_б=4

Примем предварительно т = 2 мм и z₁ = 23. Тогда mz₁ = 46 мм; z₂ = i_бz₁ = 4*23 = 92, в этом случае значение i_б = z₂/z₁ = 92/23 = 4 .

Проверка

Значение ; угол = 1639 '>1230 '. Следовательно, параметры зацепления удовлетворяют требованиям к геометрическим характеристикам косозубой передачи.

Выполним расчёт d₁ = mz₁/cos = 46/0.958 = 48 мм; d₂ = mz₂/cos = 184/0.958 = 192 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(48+192) =120 мм. Ширина зацепления b₁ = _bd d₁ = 0.8*48 = 38.4 мм b₂ = b₁ -4 = 38.4-4 = 34.4 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b₁ = 38 мм, b₂ = 34 мм.

Определим параметры прямозубой передачи с внешним зацеплением при a_Т = 120 мм, i_т=3.15 cos = 1 . Примем предварительно т = 4 мм.

Тогда mz₁ = 72 мм;, , в этом случае значение = z₂/z₁ = 57/18 = 3.15.

Выполним расчёт d₁ = mz₁/cos = 72 /1 = 72 мм; d₂ = mz₂/cos = 226.5/1 = 226.5 мм; и проверим, что значение межосевого расстояния равно заданному: а_т = 0,5(d₁ + d₂) = 0,5(72 +226.5) =149.4 мм. Ширина зацепления b₁ = _bd d₁ = 0.8*72 = 57.6 мм b₂ = b₁ -4 = 72 -4 = 52.6 мм. Значение ширины зацепления принимаем по ряду нормальных линейных размеров: b₁ = 60 мм, b₂ = 53 мм.

Геометрические характеристики зубчатых передач

Передача	а	m	z1	z2	i	d1	d2	b1	b2	cos	da1	da2	df1	df2
Быстроходная	120	2	23	92	4	48	192	38	34	0.958	52	196	43	187
Тихоходная	149.4	4	18	57	3.15	72	226.5	60	53	1	80	234.5	62	216.5

2. РАСЧЁТ ЗУБЧАТЫХ ПЕРЕДАЧ И ВЫБОР МАТЕРИАЛОВ

2.1 Расчёт контактных напряжений зубчатых передач

Критерий контактной усталостной прочности зубьев записывается в виде

_H [_H], (2.1)

где _H , [_H] - соответственно расчётное и допускаемое контактные напряжения.

Расчётное значение _H передачи с внешним зацеплением определяют по формуле:

(2.2)

где E_пр - приведенный модуль упругости материалов контактирующих зубьев; в данном случае шестерни и колёса изготавливаются из сталей, поэтому

E_пр Е = 2 10 ⁵ МПа;

Т_ш -момент, передаваемый шестерней рассчитываемой зубчатой пары;

d_ш - делительный диаметр этой шестерни;

_bd = b / d_ш - коэффициент ширины b зацепления относительно делительного диаметра шестерни d_ш. Так как расположение колёс относительно опор несимметричное и твёрдость зубьев колёс и шестерен Н 350 НВ принимаем предварительно _bd = 0.8.

Окружная скорость рассчитывается по формуле:

(2.3)

м/с

м/с

Коэффициент К_H учитывает влияние схемы расположения зубчатых колёс редуктора (коэффициент К_Н) и влияние динамических перегрузок из-за неточности изготовления зубчатых колёс (коэффициент Кнv) на неравномерность распределения нагрузки по длине зуба. И рассчитывается по формуле:

(2.4)

Для быстроходной пары по формуле (2.4):

Для тихоходной пары по формуле (2.4):

Коэффициент учитывает повышение прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми передачами

(2.5)

где -коэффициент торцового перекрытия:

 (2.6)

Для быстроходной пары по формуле (2.6) , :

Для тихоходной пары по формуле (2.6) , :

Коэффициент для учёта влияния неточности нарезания зубьев на одновременность многопарного зацепления косозубых цилиндрических передач. Для быстроходной и тихоходной пары соответственно: .

Для быстроходной пары по формуле (2.5):

Для тихоходной пары по формуле (2.5)

Рассчитаем _H быстроходного и тихоходного валов по формуле (2.2)

Быстроходная передача:

МПа

Тихоходная передача:

МПа

Параметры проектируемых зубчатых передач

Параметр	Тихоходная передача	Быстроходная передача
Межосевое расстояние	аT = 149.4 мм	аБ=120 мм
Передаточное отношение	i T = 3.15	i Б = 4
Момент Tш	TшT =100.3 Нм	TшБ =26.37 Нм
Коэффициент bd	bd =0.8	bd =0.8
Коэффициент К H	К H =1,13	К H =1,28
Окружная скорость , м/с	= 0.75 м/с	= 2 м/с
Коэффициент К H v	К H v=1.02	К H v=1.06
Коэффициент К H	К H=1.02	К H=1.05
cos	cos=1	cos=0.975
Число зубьев zш	zш=18	zш=26
Число зубьев zк	zк=57	zк=104
Коэффициент	=1.758	=1,7
Коэффициент ZH	ZH =0.769	ZH =0,771
Расчётное значение H	H = МПа	H = МПа

2.2 Выбор поверхностного и объёмного упрочнения

Значения предела контактной выносливости зубьев [_{H lim}] быстроходной и тихоходной пар определим по формуле

[_{H lim}] _H[s_H],(2.7)

где [s_H] - нормативный коэффициент запаса контактной прочности. Примем [s_H] = 1,2 .

Тогда по формуле (2.7)

[_{H lim}]_т 370.5*1,2=444.6 МПа,

[_{H lim}]_б 369.9*1,2=443.9 МПа.

В качестве термической обработки зубьев тихоходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 195 HВ. В качестве материала возьмем сталь 40Х

_{H lim т}=2HВ +70= 460 МПа.

В качестве термической обработки зубьев быстроходной зубчатой передачи выберем нормализацию при твердости 190 HВ. В качестве материала возьмем сталь 40Х.

_{H lim б} =2HВ +70 = 450 МПа.

3. ПРОВЕРОЧНЫЙ РАСЧЕТ УЗЛОВ И ДЕТАЛЕЙ.

3.1 Проверочный расчёт зубчатых передач по изгибной прочности

Проверочный расчёт зубьев косозубых передач выполняется по критерию изгибной усталостной прочности зубьев.

[_F],(2.8)

где Т - момент, передаваемый данной шестерней.

Y_FS - коэффициент формы зуба назначается в зависимости эквивалентного число зубьев шестерни ;

Вычислим эквивалентное число зубьев шестерни

(2.9)

Для быстроходной передачи по формуле (2.9):

Примем

Для тихоходной передачи по формуле (2.9):

Примем

Y_F - коэффициент повышения изгибной прочности косозубых передач по сравнению с прямозубыми;

(3.0)

где - коэффициент неравномерности нагрузки находящихся одновременно в зацеплении пар зубьев; для расчёта примем

(3.1)

- коэффициент влияния наклона контактной линии

(3.2)

Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):

Для быстроходной передачи по формуле (3.1), (3.2):

Подставляем значения в (3.0):

Быстроходная передача:

Тихоходная передача:

К_F - коэффициент расчётной нагрузки

(3.3)

- коэффициент концентрации нагрузки. К_F для расчёта можно принять:

(3.4)

Для быстроходной передачи по формуле (3.4):

Для тихоходной передачи по формуле (3.4):

- коэффициент динамической нагрузки. Для тихоходной передачи примем К_Fv=1.01, а для быстроходной К_Fv =1.06.

Подставим значения в (3.3) и вычислим К_F

Быстроходная передача:

Тихоходная передача:

Вычислим _F с помощью формулы (2.8):

Быстроходная передача:

МПа

Тихоходная передача:

МПа

Допускаемое напряжение при данном виде упрочнения определим как отношение

[_F] = _{F lim} / [s_F], (3.5)

где _{F lim} - предел выносливости зубьев при изгибе; [s_F] - нормативный коэффициент запаса усталостной прочности зубьев при изгибе; Примем [s_F] = 1,75

Быстроходная передача:

_{F lim} = 1.8*190= 342 МПа

[_F] = 342 / 1.75 = 195 Мпа

Тихоходная передача:

_{F lim} = 1.8*195 = 351 МПа

[_F] = 351 / 1.75 = 200 МПа

Условие _F? [_F] выполняется..

3.2 Определение реакций опор и расчёт подшипников промежуточного вала

Значения длин участков вала определяются по компоновке редуктора. В качестве расчётной длины участков вала рекомендуется принимать:

расстояние от средней плоскости радиальных подшипников до средней плоскости (по ширине) шестерни или колеса;

расстояние между средними плоскостями (по ширине) шестерни и колеса;

расстояние от торца опорной поверхности внутреннего кольца радиально-упорного подшипника или конического подшипника до средней плоскости шестерни или колеса.

В каждой зубчатой паре промежуточного вала определяются:

- тангенциальная (окружная) сила

(3.6)

- осевая сила

(3.7)

- радиальная силы

(3.8)

Н

Н

H

H

H

Рис.3 Схема нагружения в аксонометрии.

Составим схему нагружения промежуточного вала в вертикальной плоскости x0z.



Подставляя значения , , найдем , :

H

H

Проверка:

Построим диаграмму моментов:

1 участок

При x=39

Hм

2 участок

При x=39

Hм

При x=93

Hм

3 участок

Нм

Составим схему нагружения промежуточного вала в горизонтальной плоскости х0у.

Подставляя значения , , найдем , :

H

H

Проверка:

Построим диаграмму моментов:

1 участок

При x=39

Hм

2 участок

При x=39

Hм

При x=93

Hм

3 участок

Нм

Определяем радиальные реакции опоры а и b:

H

H

3.3 Проверочный расчёт роликовых подшипников опор

Проверочный расчёт роликовых подшипников опор промежуточного вала выполняется по динамической грузоподъёмности. Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения имеет вид

С С _п (3.9)

где С - расчётная динамическая грузоподъёмность, С _п - паспортная динамическая грузоподъёмность данного подшипника (С_п=42600 Н).

Расчётная динамическая грузоподъёмность С определяется по следующей зависимости

С = Р [L/ (a₁ a₂)] ^1/p, (4.0)

где Р - эквивалентная нагрузка данного подшипника, Н;

L - ресурс час,; примем

L = a₁a₂(C_п/P) ^1/p., (4.1)

р - показатель степени, р =3 для роликовых подшипников;

a₁ - коэффициент надёжности:

Надёжность ............. 0,9 0,95 0,96 0,97 0,98 0,99

Коэффициент a₁..........1 0,62 0,53 0,44 0,33 0,21;

a₂- коэффициент, учитывающий условия эксплуатации, для конических роликоподшипников в обычных условий a₂ =0,6 .. 0,7 и для и для подшипников из высококачественных сталей при наличии гидродинамической плёнки масла без перекосов a₂ = 1,1 ..1,3.

Примем a₁ =1 и a₂ =0,7.

Эквивалентная динамическая нагрузка определяется

для a - опоры

P _A= (X F_rA +YF_xА)K _б K _т, (4.2)

для b - опоры

P _В= (X F_rВ +YF_xВ)K _б K _т, (4.3)

где F_rA и F_rВ - радиальные силы, действующие на a - опору и b - опору; F_xА и F_xВ- осевые силы, действующие на a -опору и b - опору;

X и Y - коэффициенты, учитывающие влияние соответственно радиальной и осевой составляющих реакции в данной опоре (определяются по каталогу подшипников раздельно для каждой опоры);

K _б - коэффициент безопасности, при спокойной нагрузке K _б =1, при умеренных толчках K _б =1,2 ...1,5, при ударах K _б =2,5 ...3;примем K_б =1,3.

K_т - температурный коэффициент (для подшипников из стали ШХ15); примем K_т =1 при рабочей температуре до 100С.

Параметр осевой нагрузки е указан в каталоге подшипников, e = 0,68

S₁ = e•F _rА = 0,68•2,35=1,598 кН

S₂ = e•F _rВ = 0,68•1,621 =1,102кН

Схема осевых сил, действующих на подшипники.

Предположим, что на левую опору действует только внутренняя сила S₁, поэтому F_ax= S₁.

Из ураванения равновесия вала определим силу:

кН

Следовательно вал сместится в сторону правой опоры.

Определяем

, .

Так как выбираем X=0.41, Y=0.87; выбираем X=1, Y=0.

Подставив найденные значения в формулы (4.2) и (4.3), найдем эквивалентную динамическую нагрузку для опор a и b:

P _a = (0.41*2.35 +0.87*1.598)1.3*1 = 3.06 кН,

P _b= 1*1.621*1.3*1 = 2.107 кН

Определяем расчетный ресурс подшипника (4.1) и статическую грузоподъёмность по формуле (4.0):

L_а = 0.9*0.7(42600/3060) ^1/3=1700 час

С_а = 3060 [1700/ (0.9*0.7)] ^1/3= 42600 Н

L_b = 0.9*0.7(42600/2107) ^1/3=5200 час

С_b = 2107 [5200/ (0.9*0.7)] ^1/3= 42600 Н

Критерий надёжности подшипников качения по усталостной прочности тел качения выполняется.

Проверка шпоночного соединения на смятие узких граней шпонки.

Параметры шпонки применяемой на выходном валу: l=50 мм, h=8 мм,t₁=5 мм. Напряжение смятия узких граней шпонки не должно превышать допускаемого, т.е. должно выполняться условие:



Где T-передаваемый момент (Т=300 Нм), Нм; d-диаметр вала в месте установки шпонки (d=40 мм); - допускаемое напряжение; принимаем 100 МПа.

Подставляя значения получим:

МПа

Условие на напряжение смятия выполняется.

ЗАКЛЮЧЕНИЕ

1. Для обеспечения требуемого крутящего момента и частоты вращения на выходном валу необходимо использовать асинхронный электродвигатель переменного тока 4А100S4

2. Для обеспечения ресурса тихоходной зубчатой передачи необходимо изготовить её из стали 40Х с твердостью зубьев 195 HВ и использовать нормализацию в качестве термообработки.. Для обеспечения ресурса быстроходной зубчатой передачи её необходимо изготовить из стали 40Х с твердостью зубьев 195 HB и использовать нормализацию в качестве термообработки.

3. На промежуточном валу следует установить подшипники ГОСТ 46306.

4. Для крепления крышек подшипниковых узлов следует использовать болты Болт М10 для тихоходной и быстроходной передач.

5. Для соединения выходной вал - муфта необходимо использовать шпоночное соединение.

ЛИТЕРАТУРА

1. Правила оформления студенческих выпускных работ и отчётов/ Сост.: Г.П. Голованов, К.К. Гомоюнов, В.А. Дьяченко, С.П. Некрасов, В.В. Румянцев, Т.У. Тихомирова; Под ред. В.В. Глухова. СПб.: Изд-во СПбГТУ, 2002. 32 с.

2. Дунаев П.Ф., Леликов О.П. Конструирование узлов и деталей машин: Учеб. пособие для техн. спец. вузов. - м.: Высш. шк., 2012. 447 с., ил.

3. Курсовое проектирование деталей машин: Учеб. пособие... / С.А. Чернавский, К.Н. Боков, И.М. Чернин и др. М.: Машиностроение, 2008. 418 с., ил.

4. Справочник металлиста /Под ред. С.А. Чернавского и В.Ф. Рещикова. М.: Машиностроение, 2009 В 5-ти т. Т.1.768 с.

5. Иванов М.Н. Детали машин: Учеб. для студентов втузов / Под ред. В.А. Финогенова. М.: Высш. шк., 2010. 383 с., ил.

6. Детали машин: Справочные материалы по проектированию/ Сост. Ю.Н. Макаров, В.И. Егоров, А.А. Ашейчик, Р.Д. Макарова, 2011. 75 с.

7. Детали машин: разработка и оформление конструкторской документации курсового проекта/ В.И. Егоров, Е.В. Заборский, В.И. Корнилов и др., 2009. 40 с.

Размещено на Allbest.ru